JP4570291B2 - Intake valve drive device for internal combustion engine - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車等に用いられる内燃機関に関し、特に、吸気弁のバルブクリアランスを自動的に解消する油圧ラッシュアジャスタを備えた吸気弁駆動装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
図11は、特開平6−10622号公報に開示され、内燃機関の直動式の固定動弁系に適用される油圧ラッシュアジャスタ100を示している。クランクシャフトに連動して軸まわりに回転するカムシャフト(駆動軸)101には、複数の固定カム102が固定的に設けられており、各固定カム102と各吸気弁(又は排気弁)のバルブステム103との間に、固定カム102との隙間(バルブクリアランス)を自動的に詰める油圧ラッシュアジャスタ100が介装されている。
【0003】
油圧ラッシュアジャスタ100は、固定カム102に当接する第1可動体104と、バルブステム103に当接する有底円筒状の第2可動体105と、両可動体104,105の間に液密に画成される油圧室106と、この油圧室106へ供給される作動油を貯留するリザーバ室107と、を有している。第1可動体104は、一体的に作動する有底円筒状のバケット108及びプランジャ109を有している。リザーバ室107から油圧室106へ作動油を供給する通路110には、この通路110を開閉するチェック弁(ワンウェイバルブ)111が設けられ、このチェック弁111はリターンスプリング112により閉方向へ付勢されている。両可動体104,105の間には、油圧室106の容積を拡大する方向(第1可動体104を固定カム102へ近づける方向)へ付勢するスプリング114が介装されている。
【0004】
定常的な機関運転中に、固定カム102の外周面に形成されたカムプロフィールにおけるリフト区間115が油圧ラッシュアジャスタ100に対向・当接するリフト状態となると、固定カム102からの荷重が第1可動体104,油圧室106,及び第2可動体105を経由してバルブステム103へ伝達され、このバルブステム103が押し下げられる。このとき、油圧室106内の油圧が上昇し、第2可動体105とプランジャ109の隙間等から作動油が僅かにリーク(漏洩)する。しかしながら、続いて固定カム102のベースサークル区間116が油圧ラッシュアジャスタ100に対向するゼロリフト状態(図11に示す状態)となると、スプリング114の付勢力によりチェック弁が開いてリザーバ室107から油圧室106へ作動油が補充されて、油圧ラッシュアジャスタ100が固定カム102に速やかに当接する。このように、油圧ラッシュアジャスタ100は、定常的な機関運転中におけるバルブクリアランスを常に0(ゼロ)に調整する機能を有している。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】
作動角が一定の固定動弁系では、高出力化等を図るために、一般的に、吸気弁の作動角が180°CA以上に設定されている。従って、3気筒以上の内燃機関では、機関停止時に、少なくとも一つ以上の気筒の吸気弁が上記のリフト状態(リフト区間115が油圧ラッシュアジャスタ100に対向・当接する状態)となっている。このように機関停止時にリフト状態となっていると、固定カム102やバルブスプリング117からの荷重により油圧室106内の作動油が継続的にリークして、最終的には油圧室106の容積が最小容積あるいはバルブリフト量がゼロとなるまで縮小する。
【0006】
このように油圧室106の容積(油圧ラッシュアジャスタ100のバルブステム方向の寸法)が縮小した状態で機関が起動して固定カム102が回転し始めると、初めの間は比較的大きなバルブクリアランスが残り、固定カム102が油圧ラッシュアジャスタ100に衝突する際に打音の発生等を招いてしまう。リザーバ室107に作動油が充分ある場合には、比較的速やかに必要な量の作動油がチェック弁111を介して油圧室106へ補充されて、バルブクリアランスがゼロの状態に復帰する。しかしながら、直動式の動弁系では油圧ラッシュアジャスタ100の寸法が機関寸法に直接的に影響するので、リザーバ室107の容積を大きくすることが困難であり、このようにリザーバ室107に十分な作動油が残っていない場合、またはオイルポンプからの作動油の供給が遅れたような場合、気泡が油圧室106へ混入し、バルブリフトのばらつきが大きくなるおそれがある。
【0007】
ところで、本出願人等は、吸気弁のバルブリフト特性、特にバルブリフト量及び作動角(リフト・作動角)を連続的に変更可能な可変動弁機構を先に提案している(特開平11−036906号公報参照)。この機構を用いることにより、機関低速時から高速時まで、燃焼と充填効率の最適化による燃費性能の大幅な向上が得られるとともに、バルブリフト特性の変更制御により吸入空気量を調整することが可能となる。例えば、アイドリング等の極低負荷域では、吸気弁のバルブリフト量を0.5〜1.0mm程度の極低リフト状態とし、微少な吸入空気量の調整を吸気弁のリフト・作動角の変更制御を主体として行うことが可能となる。従って、従来のようにアイドル時等でスロットル弁により吸気を強く絞る場合に比して、吸気系へ作用する負圧を軽減してスロットル損失を大幅に低減できるなど、機関の性能向上へのメリットは大きい。
【0008】
しかしながら、このような極低リフト状態では、吸気弁の寸法(全長)のばらつきや熱膨張、更にはバルブシートの摩耗などの要因に起因する気筒間のバルブリフト量のばらつきの影響が、吸入空気量に大きく影響し、機関安定性・信頼性を損ねるおそれがある。従って、このように吸気弁のバルブリフト特性の変更制御により吸入空気量を調整するシステムに、上述した油圧ラッシュアジャスタを適用し、定常的な機関運転中のバルブクリアランスを常にゼロに調整することは、吸入空気量の精度を向上する上でも極めて有効である。しかしながら、単に油圧ラッシュアジャスタ100を適用したのみでは、上述したような機関始動時における吸気弁のバルブリフト量のばらつきに起因して、機関始動時に所望の吸入空気量が得られず、更なる改良が望まれている。
【0009】
一方、機関停止時に固定カム102のベースサークル区間116が油圧ラッシュアジャスタ100に当接・対向するゼロリフト状態となっていると、バルブスプリング117の荷重は図外のバルブシートに作用し、油圧ラッシュアジャスタ100の油圧室106には実質的に荷重が作用しない。従って、この場合には油圧室106の容積がバルブクリアランスをゼロとする所期の状態まで拡張した状態に保持される。本発明は、このような事情に鑑みてなされたものである。
【0010】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の吸気弁駆動装置は、クランクシャフトに連動して作動するカムと、このカムと吸気弁(のバルブステム)又はその連携部材(スイングアームやロッカーアーム等)との間に介装され、油圧を利用して上記カムとの隙間を詰める油圧ラッシュアジャスタと、を有している。そして、機関停止状態で、上記油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ0(ゼロ)である全気筒ゼロリフト状態となるように、吸気弁のバルブリフト特性が設定されていることを特徴としている。
【0011】
このように、機関停止状態で全気筒ゼロリフト状態とすることにより、次回の機関始動直後から全気筒で油圧ラッシュアジャスタによりバルブクリアランスがほぼ0に調節されるので、バルブクリアランスに起因する打音の発生等を確実に回避できる。
【0012】
典型的には、カムと吸気弁のバルブステムとの間に油圧ラッシュアジャスタが介装される直動式の動弁系に適用される。より具体的には、上記カムは、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸と同軸上に配置されるとともに、この吸気駆動軸に連動して作動する。上記油圧ラッシュアジャスタは、上記カムに当接する第1可動体と、吸気弁のバルブステムに当接する第2可動体と、上記第1可動体と第2可動体との間に形成される油圧室と、この油圧室へ供給する作動油を貯留するリザーバ室と、を有している。
【0013】
仮に機関始動時に油圧室が作動油のリークにより縮小している状態でも、リザーバ室に作動油が充分ある場合、比較的速やかに必要な量の作動油が油圧室へ補充されて、バルブクリアランスがゼロの状態に復帰する。しかしながら、直動式の動弁系では油圧ラッシュアジャスタの寸法が機関寸法に大きく影響するので、リザーバ室の容積を大きくすることが困難であり、この点からも、本発明のように機関停止状態で全気筒ゼロリフト状態とすることが好ましい。
【0014】
なお、上記の「全気筒ゼロリフト状態」とは、機関停止状態で、全ての油圧ラッシュアジャスタがカムのベースサークル区間又はランプ区間に接する状態と言い換えることができる。
【0015】
特に好ましくは、吸気弁のバルブリフト特性を変更可能な可変動弁機構を有している。この場合、バルブリフト特性の変更制御により吸入空気量の調整を行うことができるが、その反面、仮に機関始動時に気筒間でバルブリフト量(バルブクリアランス)にばらつきがあると吸入空気量が大きく変動して機関安定性・信頼性を損ねるおそれがある。しかしながら本発明によれば、機関始動時から全気筒のバルブクリアランスが油圧ラッシュアジャスタによりほぼ0に調整されるため、上記のように機関安定性・信頼性を損ねることはない。
【0016】
このような可変動弁機構を全気筒ゼロリフト状態に対応するバルブリフト特性に設定する手法として、機関停止を判断して可変動弁機構を積極的に駆動制御しても良いが、可変動弁機構の構造上の設定・制約により機関停止状態では自発的に所期のバルブフト特性の設定状態となるようにしても良い。一例として、油圧駆動式の可変動弁機構であって、駆動油圧が抜けるとスプリング(例えば図4のリターンスプリング37)の付勢力等により初期位置に戻る機構の場合、その初期位置を所期のバルブリフト特性が得られる位置に設定しておけば、機関停止時に敢えて可変動弁機構を駆動制御しなくても、最終的には所望のバルブリフト特性が得られることとなる。
【0017】
上記可変動弁機構が、少なくとも吸気弁のバルブリフト量を変更可能なリフト変更機構を含む場合、好ましくは機関停止状態ではバルブリフト量が最小値に設定される。特に、この最小値をほぼ0とすれば、クランク角や吸気弁の作動角の中心位相等にかかわらず、機関停止状態で確実に全気筒ゼロリフト状態とすることができる。
【0018】
機関停止状態及び機関始動直後の状態では、一般的にはアイドリング運転が行われる。従って、アイドリング運転域におけるバルブリフト量を最小値近傍に設定すれば、機関停止前から機関停止状態を経て機関が始動するまでのバルブリフト量が最小値の近傍に維持されることとなり、バルブリフト量の変更量が少なくて済むので、好ましい。
【0019】
このようなリフト変更機構の一例として、実質的に直動式の動弁レイアウトで、吸気弁のバルブリフト量及び作動角(リフト・作動角)の双方を連続的に変更可能なものを本出願人等は先に提案している(特開平11−036906号公報参照)。この機構においては、上記カムが、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸に揺動可能に支持され、この吸気駆動軸の回転に連動して所定の揺動範囲内を揺動する揺動カムである。そして、上記リフト変更機構が、吸気駆動軸に偏心して固定又は一体形成される駆動偏心軸部と、吸気弁のバルブリフト量の変更時に回転駆動される制御軸と、この制御軸に偏心して固定又は一体形成される制御偏心軸部と、この制御偏心軸部に回転可能に支持されるロッカーアームと、このロッカーアームの一端と上記駆動偏心軸部とを連携する第1リンクと、上記ロッカーアームの他端と上記揺動カムの先端とを連携する第2リンクと、を有している。
【0020】
上記可変動弁機構が、吸気弁の作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構を含む場合、好ましくは機関停止状態で上記全気筒ゼロリフト状態となるように、上記作動角の中心位相を積極的に制御する。
【0021】
機関停止状態では、一般的に、全気筒のピストンが圧縮荷重を受けるピストン上死点近傍から外れた状態で、クランクシャフトが停止する。つまり、機関停止状態のときになり得るクランク角の範囲では、全気筒のピストンがピストン上死点近傍から外れた状態となる傾向にある。特に、4気筒の内燃機関では、典型的には全気筒のピストンが行程半ばとなるクランク角の範囲でクランクシャフトが停止する。このような機関停止状態で、全気筒ゼロリフト状態を実現するためには、吸気弁の作動角の中心位相をピストン上死点近傍、あるいはピストン下死点近傍へ設定すれば良い。
【0022】
上記位相変更機構の一例として、ヘリカルギアやベーンを用いて、クランクシャフトに対する吸気駆動軸の位相を変更するVTC(バルブ・タイミング・コントロール)機構が公知である。この機構では、上記カムが、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸により駆動される。そして、上記位相変更機構が、クランクシャフトと一体的に回転する第1回転体と、上記吸気駆動軸と一体的に回転する第2回転体と、これら第1回転体から第2回転体へ回転動力を伝達するとともに、両回転体の相対的な回転位相を変更するヘリカルギアやベーン等を用いた手段と、を有している。
【0023】
【発明の効果】
本発明によれば、機関停止状態では油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量が実質的に0(ゼロ)となるので、全ての油圧ラッシュアジャスタが、実質的に作動油がリークしておらず縮小していない状態となる。従って、機関を長時間停止した後に機関を起動したような場合にも、全気筒のバルブクリアランスが略0となり、気筒間のバルブリフト量のばらつきがほぼ完全に解消される。この結果、機関始動時における打音の発生が抑制されることに加え、可変動弁機構を用いて吸気弁のバルブリフト特性を変更制御して吸入空気量を調整する構成の場合には、機関始動時における吸入空気量のばらつきが抑制され、機関信頼性・安定性が著しく向上する。
【0024】
【発明の実施の形態】
先ず、全実施形態に共通する多気筒内燃機関の吸気弁駆動装置の基本構成について、図1〜5を参照して説明する。
【0025】
図1を参照して、シリンダヘッド1の上部には、互いに平行に気筒列方向へ延びる吸気駆動軸21と排気駆動軸(カムシャフト)2とがブラケット8を介して回転可能に支持されている。これら吸気駆動軸21及び排気駆動軸2は、プーリ又はスプロケットを介してクランクシャフトから回転動力が伝達され、このクランクシャフトの回転に連動して自身の軸回りに回転する。排気駆動軸2には、複数の固定カム2aが固定又は一体形成されており、各固定カム2aと排気弁3のバルブステム3aとの間にバルブリフタ3bが介装されている。吸気駆動軸21には、各気筒毎に揺動カム22が揺動自在に外嵌・支持されている。揺動カム22は、図2にも示すように一対のカム本体22aを円筒状のジャーナル部22bで一体的に連結した構造となっており、各カム本体22aと吸気弁4のバルブステム4aとの間に、バルブリフタとしての油圧ラッシュアジャスタ40が介装されている。揺動カム22は、後述するリフト変更機構5により吸気駆動軸21と連携され、吸気駆動軸21の回転に連動して所定の揺動範囲内を揺動する。従って、吸・排気側ともに、駆動軸21,2と同軸上に設けられたカム22,2aにより、バルブリフタ40,3bを介して吸・排気弁4,3を直接的に駆動する直動式の動弁レイアウトとなっている。なお、排気弁3のバルブリフタ3bも吸気弁側と同様に油圧ラッシュアジャスタとしても良い。
【0026】
図2を参照して、この吸気弁駆動装置は、吸気弁のバルブリフト特性を変更可能な可変動弁機構として、吸気弁のバルブリフト量及び作動角(リフト・作動角)を連続的に変更可能なリフト変更機構5と、吸気弁のリフト・作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構6と、を有している。
【0027】
リフト変更機構5は、吸気駆動軸21に偏心して固定又は一体形成された円筒状又は円柱状の駆動偏心軸部23と、吸気駆動軸21と平行に気筒列方向へ延びる制御軸24と、この制御軸24に偏心して固定又は一体形成された円筒状又は円柱状の制御偏心軸部25と、この制御偏心軸部25に回転可能に外嵌・支持されるロッカーアーム26と、このロッカーアーム26の一端と駆動偏心軸部23とを連携するリング状の第1リンク27と、ロッカーアーム26の他端と揺動カム22の先端とを連携するロッド状の第2リンク28と、を有している。
【0028】
クランクシャフトに連動して吸気駆動軸21が回転すると、駆動偏心軸部23に支持される第1リンク27の一端が吸気駆動軸21の軸心に対して回転変位して、この第1リンク27が全体としてほぼ並進作動し、この第1リンク27に連携するロッカーアーム26及び第2リンク28を介して揺動カム22が所定の揺動角度範囲内で揺動し、油圧ラッシュアジャスタ40を介して吸気弁が開閉駆動される。また、作動角制御アクチュエータ10により制御軸24の角度を変化させると、制御偏心軸部25に外嵌するロッカーアーム26の揺動中心が制御軸24の軸心に対して回転変位し、各リンク27,28を介して揺動カム22の初期姿勢(揺動範囲の中心位相)が変化する。この結果、図3に示すように、クランク角度に対する吸気弁の作動角の中心位相が略一定のままで、吸気弁の作動角及びバルブリフト量が連続的に変化する。
【0029】
このようなリフト変更機構5は、ロッカーアーム26や各リンク27,28が吸気駆動軸21の周囲に集約されており、コンパクトで機関搭載性に優れている。また、駆動偏心軸部23と第1リンク27との軸受部や、制御偏心軸部25とロッカーアーム26との軸受部のように、部材間の連結部の多くが面接触となっているため、潤滑が行いやすいことに加え、リターンスプリング等の付勢手段を敢えて必要とせず、耐久性,信頼性にも優れている。更に、実質的に直動式の動弁レイアウトとなっているため、簡素かつコンパクトな構成で回転限界の向上を図れるとともに、従来の固定カムを用いた固定動弁系の内燃機関にも少ない変更で容易に適用できる。
【0030】
更に、図1に示すように、吸気駆動軸21の軸心を吸気弁のバルブステム中心線4bに対して所定方向(図1の右方向)へオフセットさせることにより、揺動カム22と油圧ラッシュアジャスタ40との接触範囲を拡大できることに加え、排気駆動軸2と吸気駆動軸21との軸間距離を広げることなくバンク角を縮小できる。しかしながら、吸気弁のバルブステム中心線4b上に吸気駆動軸21の軸心を配置しても良く、この場合、従来の固定動弁系からの変更が少なくて済む。
【0031】
図4(a)を参照して、吸気駆動軸21の一端外周には、カムプーリ32が同軸状に配設されている。カムプーリ(又はカムスプロケット)32は、タイミングベルト(又はタイミングチェーン)を介してクランクシャフトに連携され、このクランクシャフトと同期して回転する。位相変更機構6は、吸気駆動軸21と一体的に回転する内周側ギア(第2回転体)31と、カムプーリ32と一体的に回転する外周側ギア(第1回転体)33と、これら内周側ギア31及び外周側ギア33にそれぞれ噛合するヘリカルギア34を有し、外周側ギア33から内周側ギア31へ回転動力を伝達する筒状のプランジャ35と、を有している。プランジャ35の一側には油圧室36が液密に画成されている。この油圧室36の油圧を油圧切換弁のような第2油圧装置13(図2参照)により切換・調整することにより、プランジャ35がリターンスプリング37の付勢力に抗して軸方向へ移動して、このプランジャ35に噛合するカムプーリ32と吸気駆動軸21との相対的な回転位相が変化する。これにより、図4(b)に示すようにクランク角に対する吸気弁のリフト作動角の中心位相が進角側又は遅角側に変化する。
【0032】
このようなリフト変更機構5と位相変更機構6とは、互いに干渉することなく併用可能で、これにより吸気弁の開時期(IVO)及び閉時期(IVC)を互いに独立して変更・調整することが可能である。そして、これらリフト変更機構5及び位相変更機構6を併用して吸気弁のバルブリフト特性を高度に制御することにより、アイドル等の極低負荷域を含めて吸入空気量を迅速かつ正確に調整することが可能となり、従来のように主としてスロットル弁により吸入空気量を調整する場合に比して、スロットル損失の低減及び燃費の向上等のメリットが得られる。
【0033】
図2を参照して、ECU(エンジン・コントロール・ユニット)7は、各種センサより検出されるバルブリフト信号,機関負荷,機関回転数,及び油水温等に基づいて、燃料噴射制御等の一般的な機関制御を行う他、油圧駆動式の作動角制御アクチュエータ10への油圧を切換・調節する油圧切換弁のような第1油圧装置11及び上記の第2油圧装置13へ制御信号を出力して、リフト変更機構5及び位相変更機構6の動作を制御する。
【0034】
図5を参照して、油圧ラッシュアジャスタ40は、揺動カム22に接触して一体的に作動する第1可動体41と、バルブステム4aの上端に接触する第2可動体としての有底円筒状の外筒42と、を有している。第1可動体41は、シリンダヘッド1に穿設されるガイド孔1a(図1参照)に摺動自在に嵌合する有底円筒状のリフタ本体43と、このリフタ本体43の内側壁部に当接し、このリフタ本体43と一体的に作動する内筒44と、を有している。リフタ本体43には、その内周壁面から内方へ突出して外筒42をバルブステム中心線4bに沿ってスライド可能に支持する支持片45が固定又は一体形成されている。
【0035】
外筒42と内筒44との間には油圧室46が液密に画成されている。内筒44には、油圧室46へ供給する作動油を貯留するリザーバ室47と、このリザーバ室47から油圧室46へ連通する油通路48と、が油圧室46の上方に形成されている。リザーバ室47には、給油孔49,50等を経由して作動油が供給される。油通路48を開閉するチェック弁(ワンウェイバルブ)51は、チェック弁スプリング52により閉方向へ付勢されている。内筒44と外筒42との間にはタペットスプリング53が介装されている。このタペットスプリング53は、内筒44と外筒42とを、バルブステム中心線4bに沿って油圧室46の容積(外筒42と内筒44との間の距離)が拡大する方向、言い換えると外筒42が揺動カム22へ近づく方向(図の上方向)へ付勢している。なお、リザーバ室47の上方には空気抜き穴54がリフタ本体43に形成されている。また、内筒44と外筒42のスライド範囲を規制するリング状のストッパ55が外筒42の外周に取り付けられている。
【0036】
定常的な機関運転中に、カム本体22aの外周面に形成されたカムプロフィールにおけるリフト区間56(図1)が油圧ラッシュアジャスタ40のリフタ本体43の冠面に対向・当接するリフト状態となると、カム本体22aからの荷重がリフタ本体43,内筒44,油圧室46及び外筒42を経由してバルブステム4aへ伝達され、吸気弁4がバルブスプリングのばね力に抗して押し下げられる。
このとき、油圧室36内の油圧が上昇し、外筒42と内筒44との隙間から作動油が僅かにリーク(漏洩)する。しかしながら、続いてカム本体22aのベースサークル区間57(図1)がリフタ本体43の冠面に対向するゼロリフト状態となると、タペットスプリング53の付勢力によりチェック弁51が開いてリザーバ室47から油圧室46へ作動油が補充されて、リフタ本体43の冠面がカム本体22aに速やかに当接する。このように、油圧ラッシュアジャスタ40は、定常的な機関運転中におけるバルブクリアランスを常に0(ゼロ)に自動的に調整する機能を有している。
【0037】
しかしながら、仮に機関停止時に幾つかの気筒の吸気弁がリフト状態となっていると、上記従来技術の欄でも述べたように、油圧室46内の容積が縮小し、次回の機関起動(始動)直後の当初はある程度のバルブクリアランスが残ってしまう。このため、起動直後のバルブリフト量のばらつきに起因して所望の吸入空気量が得られなくなり、機関安定性が著しく低下するおそれがある。そこで、以下に示す実施形態では、機関停止状態では、油圧ラッシュアジャスタ40が適用される全ての気筒の吸気弁4のバルブリフト量がほぼ0である全気筒ゼロリフト状態となるように、機関停止状態における吸気弁のバルブリフト特性を設定している。より具体的には、機関停止時に、カム本体22aの外周面に形成されるカムプロフィールにおけるベースサークル区間57又はカムランプ区間が油圧ラッシュアジャスタ40と対向・当接するように設定されており、カム本体22aから油圧ラッシュアジャスタ40へ実質的に荷重が作用しないように設定されている。
[第1実施形態]
リフト変更機構5により、クランク角に係わらず、機関停止状態におけるバルブリフト量を、最小値であるほぼ0(ゼロ)に設定する。すなわち、図3に示すように、リフト変更機構5のリフト作動角の変更可能範囲を、バルブリフト量がほぼ0となるゼロリフト状態(a)を含むように予め設定しておく。そして、機関停止時にリフト変更機構5をゼロリフト状態に設定する。
【0038】
図6は、機関停止時に確実にゼロリフト状態となるように、リフト変更機構5を積極的に駆動制御する場合の制御の流れを示している。機関停止の直前はアイドリング状態にあることが一般的であるが、エンスト(失火)等により機関停止する場合もあり得る。従って、キーOFF信号が入力された場合(S1)、あるいはクランク角センサ等により検出される機関回転数が所定値(0に近い値)よりも小さい場合に(S2)、リフト変更機構5をゼロリフト状態に制御する(S3)。より具体的には、リフト変更機構5の制御軸24の目標回転角度をゼロリフト状態に対応する角度に設定し、実際の制御軸回転角度が目標回転角度と一致するように、リフト・作動角制御用の第1油圧装置11へ制御信号を出力する。
【0039】
なお、好ましくは、キーOFF信号が入力された場合でも、実際の制御軸角度がゼロリフトに対応する目標回転角度に到達するまで、制御系の電源をOFFにしない。また、クランクシャフトからの動力により駆動する機関駆動式の油圧ポンプからアクチュエータ10等の駆動油圧を得ている場合には、機関回転が完全に停止すると駆動油圧がなくなってしまうので、キーOFF信号の入力から機関回転が完全に停止までの間に、上記の制御が完了できるようにしておく。
【0040】
このような第1実施形態では、機関停止状態で確実に全気筒ゼロリフト状態を実現できるとともに、機関停止時における中心位相の制御を行う必要がない点で有利であるが、図3に示すようにリフト・作動角の制御レンジをゼロリフト状態(a)を含むように広く取ることが機構上の前提となる。
【0041】
図7は、この第1実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示している。
同図に示すように、機関停止時▲1▼には作動角がほぼゼロリフト状態に設定される。起動直後のクランキング時▲2▼には、停止時▲1▼よりもリフト・作動角を増加させ、初爆後のアイドリング時▲3▼には、クランキング時▲2▼よりもリフト・作動角を更に増加させるとともに、中心位相φを遅角させてIVCを下死点へ近づける。
【0042】
なお、油圧駆動式の作動角制御アクチュエータ10により変更されるリフト・作動角の初期位置をゼロリフト状態としておけば、上記のように機関停止時に積極的にリフト・作動角を制御しなくても、油圧が低下する機関停止状態には、多少時間はかかるものの最終的にはゼロリフト状態となる。
【0043】
[第2実施形態]
第2実施形態では、リフト変更機構5及び位相変更機構6を併用して全気筒ゼロリフト状態を実現している。すなわち、機関停止時に、リフト作動角を充分に小さい値(典型的には最小値、但しゼロリフトではない)にするとともに、機関停止後になり得るクランク角の範囲において、全気筒ゼロリフト状態となるように、位相変更機構6による吸気弁の作動角の中心位相を制御する(あるいは初期位相を予め設定する)。
【0044】
一般的に、全気筒のピストンがピストン行程の半ばとなる状態(クランク角)でクランクシャフトは停止する。その理由の一つは、ピストン上死点付近では圧縮圧力が発生し、ピストンを戻す方向に力が働くためである。他の理由として、ピストン行程の半ばではピストン速度が速いため、摩擦損失が大きいことも挙げられる。特に4気筒の内燃機関では、全気筒がピストン行程の半ばとなるクランク角が比較的広いため、吸気弁の作動角が十分に小さければ(少なくとも90°CA以下)、全気筒ゼロリフト状態となるクランク角の範囲を余裕を持って設定することが可能である。これに対し、従来の固定カムを用いた動弁系では、一般的に吸気弁の作動角が180°CA以上に設定されているため、いずれかの気筒の吸気弁が開いていることになり、全気筒ゼロリフト状態となるクランク角の範囲がそもそも存在しない。従って、このように位相変更機構6の設定によりゼロリフト状態を実現する場合には、機関停止時に吸気弁の作動角を十分に小さい値(典型的には最小値)にしておくことが不可欠となる。
【0045】
例えば4気筒の内燃機関において、ピストン行程半ばにある全気筒でゼロリフトを達成するためには、吸気弁の作動角の中心位相を、上死点付近、あるいは下死点付近に設定すれば良い。
【0046】
図8は、機関停止状態で吸気弁の中心位相を上死点近傍に設定する場合のバルブリフト特性の一設定例を示している。同図に示すように、機関停止時▲1▼には中心位相φを上死点近傍とし、リフト・作動角も十分に小さくする。起動直時のクランキング時▲2▼には停止時▲1▼に対して中心位相φを遅角させる。初爆後のアイドリング時▲3▼には、IVCを下死点付近に設定する。R/L走行時▲4▼では、ポンプ損失を低減するために、IVOを上死点より進めて所望のバルブオーバラップを確保し、IVCは下死点よりも大きく進めた角度にする。全開時▲5▼では充填効率が最大となるようにIVCを下死点近傍に設定する。
【0047】
図9は、機関停止状態で吸気弁の中心位相を下死点近傍に設定する場合のバルブリフト特性の一設定例を示している。同図に示すように、機関停止時▲1▼には中心位相φを下死点近傍とし、リフト・作動角を十分に小さくする。起動直時のクランキング時▲2▼には、機関停止時▲1▼に対して中心位相φを進角させるとともに作動角を増加させていく。初爆後のアイドリング時▲3▼には、IVCを下死点付近に設定する。R/L走行時▲4▼及び全開時▲5▼では図8の場合と同じように設定する。
【0048】
図8及び図9のいずれの場合でも、アイドリング時▲3▼における作動角を、機関停止時▲1▼における最小値の近傍、つまり十分に小さい値に設定している。従って、一般的にはアイドリング運転が行われる機関停止直前から機関停止状態を経て機関が始動するまでのリフト・作動角の変更量が十分に抑制される。
【0049】
図10は、機関停止時に確実に全気筒ゼロリフト状態となるように、リフト変更機構5及び位相変更機構6を積極的に駆動制御する場合の制御の流れを示している。上記第1実施形態と同様、キーOFF信号が入力された場合(S11)、あるいはクランク角センサ等により検出される機関回転数が所定値に満たない場合に(S12)、全気筒ゼロリフト状態となるようにリフト変更機構5及び位相変更機構6を制御する(S13,S14)。具体的には、リフト変更機構5の制御軸24の目標回転角度を、所定の極小リフト状態に対応する角度に設定し、実際の制御軸回転角度が目標回転角度と一致するように、第1油圧装置11へ制御信号を出力する。また、吸気弁の中心位相が上死点近傍の最進角位相又は下死点近傍の最遅角位相となるように、第2油圧装置13へ制御信号を出力する。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施形態に係る内燃機関の吸気弁駆動装置を示すシリンダヘッドの断面対応図。
【図2】可変動弁機構としてのリフト変更機構を示す概略斜視図。
【図3】リフト変更機構によるバルブリフト特性の変化の様子を示す特性図。
【図4】可変動弁機構としての位相変更機構を示す断面図(a)及びその特性図(b)。
【図5】油圧ラッシュアジャスタを単体で示す断面図。
【図6】第1実施形態に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図7】第1実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示す説明図。
【図8】第2実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示す説明図。
【図9】第2実施形態に係るバルブリフト特性の他の設定例を示す説明図。
【図10】第2実施形態に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図11】直動式の固定動弁系に油圧ラッシュアジャスタを適用した公知例を示す断面図。
【符号の説明】
5…リフト変更機構(可変動弁機構)
6…位相変更機構(可変動弁機構)
21…吸気駆動軸
40…油圧ラッシュアジャスタ
41…第1可動体
42…外筒(第2可動体)
46…油圧室
47…リザーバ室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal combustion engine used in an automobile or the like, and more particularly, to an intake valve driving device including a hydraulic lash adjuster that automatically eliminates valve clearance of an intake valve.
[0002]
[Prior art]
FIG. 11 shows a
[0003]
The
[0004]
During steady engine operation, when the
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In a fixed valve system with a constant operating angle, the operating angle of the intake valve is generally set to 180 ° CA or more in order to increase the output. Therefore, in an internal combustion engine having three or more cylinders, when the engine is stopped, the intake valves of at least one or more cylinders are in the lift state (the
[0006]
When the engine is started and the
[0007]
By the way, the present applicants have previously proposed a variable valve mechanism capable of continuously changing the valve lift characteristics of the intake valve, in particular, the valve lift amount and the operating angle (lift / operating angle) (Japanese Patent Laid-Open No. Hei 11). No. 036906). By using this mechanism, fuel efficiency performance can be greatly improved by optimizing combustion and charging efficiency from low to high engine speeds, and the intake air volume can be adjusted by changing the valve lift characteristics. It becomes. For example, in an extremely low load range such as idling, the intake valve lift amount is set to an extremely low lift state of about 0.5 to 1.0 mm, and a slight adjustment of the intake air amount is performed by changing the intake valve lift and operating angle. Control can be performed as a subject. Therefore, compared to the case where the intake valve is strongly throttled by the throttle valve at the time of idling, etc. as before, the negative pressure acting on the intake system can be reduced and the throttle loss can be greatly reduced. Is big.
[0008]
However, in such an extremely low lift state, the intake air is affected by variations in the valve lift amount between cylinders due to factors such as variations in the dimensions (full length) of the intake valves, thermal expansion, and wear of the valve seats. It may greatly affect the quantity and impair engine stability and reliability. Therefore, the above-described hydraulic lash adjuster is applied to the system that adjusts the intake air amount by controlling the change of the valve lift characteristic of the intake valve in this way, and the valve clearance during steady engine operation is always adjusted to zero. It is extremely effective in improving the accuracy of the intake air amount. However, if the
[0009]
On the other hand, if the
[0010]
[Means for Solving the Problems]
An intake valve driving device for an internal combustion engine according to the present invention includes a cam that operates in conjunction with a crankshaft, and the cam and an intake valve (valve stem thereof) or a link member thereof (such as a swing arm or a rocker arm). And a hydraulic lash adjuster that uses hydraulic pressure to close the gap with the cam. And, when the engine is stopped, the valve lift characteristics of the intake valves are set so that all cylinders are in a zero lift state where the valve lift amount of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is almost zero. It is characterized by being.
[0011]
In this way, by setting the all cylinders to zero lift state when the engine is stopped, the valve clearance is adjusted to almost zero by the hydraulic lash adjuster for all cylinders immediately after the next engine start. Etc. can be avoided reliably.
[0012]
Typically, the present invention is applied to a direct-acting valve system in which a hydraulic lash adjuster is interposed between a cam and a valve stem of an intake valve. More specifically, the cam is disposed coaxially with the intake drive shaft that rotates about the axis in conjunction with the crankshaft, and operates in conjunction with the intake drive shaft. The hydraulic lash adjuster includes a first movable body that contacts the cam, a second movable body that contacts the valve stem of the intake valve, and a hydraulic chamber formed between the first movable body and the second movable body. And a reservoir chamber for storing hydraulic oil to be supplied to the hydraulic chamber.
[0013]
Even if the hydraulic chamber is contracted due to hydraulic fluid leakage when the engine is started, if there is sufficient hydraulic fluid in the reservoir chamber, the required amount of hydraulic fluid is replenished to the hydraulic chamber relatively quickly, and the valve clearance is reduced. Return to zero. However, in the direct-acting valve system, the size of the hydraulic lash adjuster greatly affects the engine size, so it is difficult to increase the volume of the reservoir chamber. Also from this point, the engine stop state Thus, it is preferable that the all cylinders be in a zero lift state.
[0014]
The above-mentioned “all cylinder zero lift state” can be restated as a state in which all the hydraulic lash adjusters are in contact with the base circle section or the ramp section of the cam when the engine is stopped.
[0015]
Particularly preferably, it has a variable valve mechanism that can change the valve lift characteristic of the intake valve. In this case, the intake air amount can be adjusted by changing the valve lift characteristics. However, if the valve lift amount (valve clearance) varies between cylinders when the engine is started, the intake air amount varies greatly. As a result, engine stability and reliability may be impaired. However, according to the present invention, since the valve clearances of all cylinders are adjusted to almost zero by the hydraulic lash adjuster from the start of the engine, the engine stability and reliability are not impaired as described above.
[0016]
As a method for setting such a variable valve mechanism to a valve lift characteristic corresponding to the all-cylinder zero lift state, the variable valve mechanism may be positively driven and controlled by judging the engine stop. Due to the structural settings and restrictions, the desired valve-ft characteristics may be set spontaneously when the engine is stopped. As an example, in the case of a hydraulically driven variable valve mechanism that returns to the initial position by the urging force of a spring (for example, the
[0017]
When the variable valve mechanism includes at least a lift changing mechanism that can change the valve lift amount of the intake valve, the valve lift amount is preferably set to a minimum value when the engine is stopped. In particular, if this minimum value is substantially zero, the all cylinders can be reliably brought to the zero lift state when the engine is stopped regardless of the crank angle and the center phase of the intake valve operating angle.
[0018]
In an engine stop state and a state immediately after engine startup, idling operation is generally performed. Therefore, if the valve lift amount in the idling operation region is set near the minimum value, the valve lift amount from before the engine stop until the engine is started through the engine stop state is maintained near the minimum value. This is preferable because the amount of change of the amount can be small.
[0019]
As an example of such a lift changing mechanism, the present application has a substantially direct-acting valve operating layout and can continuously change both the valve lift amount and the operating angle (lift / operating angle) of the intake valve. Humans have previously proposed (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-036906). In this mechanism, the cam is swingably supported by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft, and swings within a predetermined swing range in conjunction with the rotation of the intake drive shaft. It is a rocking cam. Then, the lift changing mechanism is eccentrically fixed to the intake drive shaft, fixed or integrally formed with the drive eccentric shaft portion, a control shaft that is rotationally driven when the valve lift amount of the intake valve is changed, and eccentrically fixed to the control shaft. Alternatively, a control eccentric shaft portion formed integrally, a rocker arm rotatably supported by the control eccentric shaft portion, a first link that links one end of the rocker arm and the drive eccentric shaft portion, and the rocker arm And a second link that links the other end of the swing cam and the tip of the swing cam.
[0020]
When the variable valve mechanism includes a phase change mechanism that can change the central phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side, preferably the engine is stopped and the all cylinders are in the zero lift state. The center phase of the operating angle is positively controlled.
[0021]
In the engine stop state, generally, the crankshaft is stopped in a state where the pistons of all the cylinders are out of the vicinity of the top dead center of the piston receiving the compression load. In other words, the pistons of all cylinders tend to be out of the vicinity of the top dead center of the piston in the range of the crank angle that can be obtained when the engine is stopped. In particular, in a four-cylinder internal combustion engine, the crankshaft typically stops within a crank angle range in which the pistons of all cylinders are halfway. In order to realize the all-cylinder zero lift state in such an engine stop state, the center phase of the intake valve operating angle may be set near the piston top dead center or the piston bottom dead center.
[0022]
As an example of the phase change mechanism, a VTC (Valve Timing Control) mechanism is known in which a helical gear or a vane is used to change the phase of the intake drive shaft with respect to the crankshaft. In this mechanism, the cam is driven by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with the crankshaft. The phase changing mechanism rotates from the first rotating body to the second rotating body, the first rotating body rotating integrally with the crankshaft, the second rotating body rotating integrally with the intake drive shaft, and the second rotating body. And means using a helical gear, a vane, or the like that transmits power and changes the relative rotational phase of both rotating bodies.
[0023]
【The invention's effect】
According to the present invention, since the valve lift amount of the intake valve of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is substantially 0 (zero) when the engine is stopped, all the hydraulic lash adjusters are substantially operated. The oil is not leaking and is not reduced. Therefore, even when the engine is started after the engine has been stopped for a long time, the valve clearances of all the cylinders become substantially zero, and the variation in the valve lift amount between the cylinders is almost completely eliminated. As a result, in addition to suppressing the occurrence of sound when starting the engine, in the case of a configuration in which the variable valve mechanism is used to change and control the valve lift characteristics of the intake valve to adjust the intake air amount, Variations in the amount of intake air at startup are suppressed, and engine reliability and stability are significantly improved.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
First, a basic configuration of an intake valve driving device for a multi-cylinder internal combustion engine common to all the embodiments will be described with reference to FIGS.
[0025]
With reference to FIG. 1, an
[0026]
Referring to FIG. 2, this intake valve drive device is a variable valve mechanism that can change the valve lift characteristics of the intake valve, and continuously changes the valve lift amount and operating angle (lift / operating angle) of the intake valve. A possible
[0027]
The
[0028]
When the
[0029]
In such a
[0030]
Further, as shown in FIG. 1, the shaft center of the
[0031]
Referring to FIG. 4A, a
[0032]
The
[0033]
Referring to FIG. 2, an ECU (engine control unit) 7 is generally used for fuel injection control and the like based on a valve lift signal detected by various sensors, an engine load, an engine speed, an oil temperature, and the like. In addition to controlling the engine, a control signal is output to the first
[0034]
Referring to FIG. 5, the
[0035]
A hydraulic chamber 46 is liquid-tightly defined between the outer cylinder 42 and the inner cylinder 44. A reservoir chamber 47 that stores hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 46 and an oil passage 48 that communicates from the reservoir chamber 47 to the hydraulic chamber 46 are formed in the inner cylinder 44 above the hydraulic chamber 46. The hydraulic fluid is supplied to the reservoir chamber 47 via the oil supply holes 49 and 50 and the like. A check valve (one-way valve) 51 that opens and closes the oil passage 48 is biased in a closing direction by a
[0036]
During steady engine operation, when the lift section 56 (FIG. 1) in the cam profile formed on the outer peripheral surface of the
At this time, the hydraulic pressure in the
[0037]
However, if the intake valves of some cylinders are in a lifted state when the engine is stopped, the volume in the hydraulic chamber 46 is reduced as described in the section of the prior art, and the next engine start (start) is performed. Immediately after that, some valve clearance remains. For this reason, the desired intake air amount cannot be obtained due to variations in the valve lift amount immediately after startup, and the engine stability may be significantly reduced. Therefore, in the following embodiment, in the engine stop state, the engine stop state is set so that the all cylinder zero lift state in which the valve lift amounts of the
[First Embodiment]
Regardless of the crank angle, the
[0038]
FIG. 6 shows the flow of control when the
[0039]
Preferably, even when a key OFF signal is input, the control system is not turned off until the actual control shaft angle reaches the target rotation angle corresponding to zero lift. Further, when the drive hydraulic pressure of the
[0040]
Such a first embodiment is advantageous in that an all cylinder zero lift state can be reliably realized when the engine is stopped, and there is no need to control the center phase when the engine is stopped. However, as shown in FIG. It is a premise for the mechanism that the control range of the lift / operating angle is wide to include the zero lift state (a).
[0041]
FIG. 7 shows a setting example of the valve lift characteristic according to the first embodiment.
As shown in the figure, the operating angle is set to a substantially zero lift state when the engine is stopped (1). During cranking (2) immediately after start-up, the lift / operating angle is increased more than when stopping (1), and when idling after the first explosion (3), lift / operation is greater than during cranking (2). The angle is further increased and the center phase φ is retarded to bring the IVC closer to the bottom dead center.
[0042]
If the initial position of the lift / working angle changed by the hydraulically driven working
[0043]
[Second Embodiment]
In the second embodiment, the
[0044]
Generally, the crankshaft is stopped when the pistons of all cylinders are in the middle of the piston stroke (crank angle). One reason is that a compression pressure is generated near the top dead center of the piston, and a force acts in the direction of returning the piston. Another reason is that the friction speed is large because the piston speed is high in the middle of the piston stroke. In particular, in a four-cylinder internal combustion engine, the crank angle at which all the cylinders are in the middle of the piston stroke is relatively wide. It is possible to set the corner range with a margin. On the other hand, in a valve train using a conventional fixed cam, the intake valve of one of the cylinders is open because the operating angle of the intake valve is generally set to 180 ° CA or more. In the first place, there is no range of crank angles at which all cylinders are in a zero lift state. Therefore, when the zero lift state is realized by setting the
[0045]
For example, in a 4-cylinder internal combustion engine, in order to achieve zero lift in all cylinders in the middle of the piston stroke, the central phase of the intake valve operating angle may be set near the top dead center or near the bottom dead center.
[0046]
FIG. 8 shows a setting example of the valve lift characteristic when the center phase of the intake valve is set near the top dead center when the engine is stopped. As shown in the figure, when the engine is stopped (1), the center phase φ is set near the top dead center, and the lift / operating angle is sufficiently reduced. At the time of cranking (2) immediately after start-up, the center phase φ is retarded with respect to (1) at the time of stop. At idling (3) after the first explosion, IVC is set near the bottom dead center. At the time of R / L traveling (4), in order to reduce the pump loss, the IVO is advanced from the top dead center to secure a desired valve overlap, and the IVC is set at an angle advanced from the bottom dead center. When fully open (5), IVC is set near the bottom dead center so that the filling efficiency is maximized.
[0047]
FIG. 9 shows a setting example of the valve lift characteristic when the center phase of the intake valve is set near the bottom dead center when the engine is stopped. As shown in the figure, when the engine is stopped (1), the center phase φ is set near the bottom dead center, and the lift / operating angle is made sufficiently small. At the time of cranking (2) immediately after starting, the center phase φ is advanced and the operating angle is increased with respect to (1) when the engine is stopped. At idling (3) after the first explosion, IVC is set near the bottom dead center. In R / L traveling (4) and fully opened (5), the setting is the same as in the case of FIG.
[0048]
8 and 9, the operating angle at idling (3) is set near the minimum value at the time of engine stop (1), that is, a sufficiently small value. Therefore, in general, the amount of change in lift and operating angle from when the engine is stopped until the engine is started immediately after the engine is stopped is sufficiently suppressed.
[0049]
FIG. 10 shows a control flow when the
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a cylinder head showing an intake valve driving device for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic perspective view showing a lift changing mechanism as a variable valve mechanism.
FIG. 3 is a characteristic diagram showing a change in valve lift characteristics by a lift changing mechanism.
FIG. 4 is a cross-sectional view (a) showing a phase changing mechanism as a variable valve mechanism and a characteristic diagram (b) thereof.
FIG. 5 is a sectional view showing a hydraulic lash adjuster alone.
FIG. 6 is a flowchart showing a control flow according to the first embodiment.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing a setting example of valve lift characteristics according to the first embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing a setting example of valve lift characteristics according to the second embodiment.
FIG. 9 is an explanatory view showing another setting example of valve lift characteristics according to the second embodiment.
FIG. 10 is a flowchart showing a control flow according to the second embodiment.
FIG. 11 is a sectional view showing a known example in which a hydraulic lash adjuster is applied to a direct acting fixed valve system.
[Explanation of symbols]
5. Lift change mechanism (variable valve mechanism)
6. Phase change mechanism (variable valve mechanism)
21 ... Intake drive shaft
40 ... Hydraulic lash adjuster
41 ... 1st movable body
42 ... outer cylinder (second movable body)
46 ... Hydraulic chamber
47 ... Reservoir chamber
Claims (8)
上記可変動弁機構が、少なくとも吸気弁のバルブリフト量を変更可能なリフト変更機構を含み、
機関停止状態で、上記油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ0である全気筒ゼロリフト状態となるように、機関停止前に吸気弁のバルブリフト量が最小値となるように上記リフト変更機構を駆動制御する制御手段を有することを特徴とする内燃機関の吸気弁駆動装置。A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics ,
The variable valve mechanism includes a lift changing mechanism capable of changing at least a valve lift amount of the intake valve,
When the engine is stopped, the valve lift amount of the intake valve is the minimum value before the engine stops so that the all cylinder zero lift state in which the valve lift amount of the intake valve of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is almost zero. An intake valve drive device for an internal combustion engine, comprising control means for drivingly controlling the lift changing mechanism so that
上記リフト変更機構が、吸気駆動軸に偏心して固定又は一体形成される駆動偏心軸部と、吸気弁のバルブリフト量の変更時に回転駆動される制御軸と、この制御軸に偏心して固定又は一体形成される制御偏心軸部と、この制御偏心軸部に回転可能に支持されるロッカーアームと、このロッカーアームの一端と上記駆動偏心軸部とを連携する第1リンクと、上記ロッカーアームの他端と上記揺動カムの先端とを連携する第2リンクと、を有することを特徴とする請求項1又は2に記載の内燃機関の吸気弁駆動装置。The cam is a swing cam that is swingably supported by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft, and that swings within a predetermined swing range in conjunction with the rotation of the intake drive shaft. Yes,
The lift changing mechanism is eccentrically fixed to or integrally formed with the intake drive shaft, a control shaft that is rotationally driven when the valve lift amount of the intake valve is changed, and eccentrically fixed or integrated with the control shaft. A formed control eccentric shaft portion, a rocker arm rotatably supported by the control eccentric shaft portion, a first link that links one end of the rocker arm and the drive eccentric shaft portion, and the other rocker arm The intake valve driving device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2 , further comprising a second link that links the end and the tip of the swing cam.
上記可変動弁機構が、吸気弁の作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構を含み、
機関停止状態で、上記油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ0である全気筒ゼロリフト状態となるように、上記作動角の中心位相が制御されることを特徴とする内燃機関の吸気弁駆動装置。 A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics,
The variable valve mechanism includes a phase changing mechanism capable of changing the center phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side,
The center phase of the operating angle is controlled so that all cylinders are in a zero lift state in which the valve lift amounts of the intake valves of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied are almost zero when the engine is stopped. An intake valve drive device for an internal combustion engine.
上記可変動弁機構が、吸気弁の作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構を含み、
上記油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒のピストン位置が行程半ばとなる機関停止状態で、上記全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ0である全気筒ゼロリフト状態となるように、吸気弁の作動角の中心位相がピストン上死点近傍に設定されることを特徴とする内燃機関の吸気弁駆動装置。 A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics,
The variable valve mechanism includes a phase changing mechanism capable of changing the center phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side,
When the engine is in a stopped state where the piston positions of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied are in the middle of the stroke , the intake valve is in an all cylinder zero lift state in which the valve lift amounts of the intake valves of all the cylinders are almost zero. An intake valve driving device for an internal combustion engine, wherein a central phase of a valve operating angle is set in the vicinity of a piston top dead center.
上記位相変更機構が、クランクシャフトと一体的に回転する第1回転体と、上記吸気駆動軸と一体的に回転する第2回転体と、これら第1回転体から第2回転体へ回転動力を伝達するとともに、両回転体の相対的な回転位相を変更する手段と、を有することを特徴とする請求項4又は5に記載の内燃機関の吸気弁駆動装置。The cam is driven by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft,
The phase changing mechanism includes a first rotating body that rotates integrally with the crankshaft, a second rotating body that rotates integrally with the intake drive shaft, and rotational power from the first rotating body to the second rotating body. as well as transmission, an intake valve driving apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 or 5, further comprising means for changing the relative rotational phase between the rotating body.
上記油圧ラッシュアジャスタが、上記カムに当接する第1可動体と、吸気弁のバルブステムに当接する第2可動体と、上記第1可動体と第2可動体との間に形成される油圧室と、この油圧室へ供給する作動油を貯留するリザーバ室と、を有することを特徴とする請求項1〜6のいずれかに記載の内燃機関の吸気弁駆動装置。The cam is arranged coaxially with the intake drive shaft that rotates about the axis in conjunction with the crankshaft, and operates in conjunction with the intake drive shaft,
The hydraulic lash adjuster includes a first movable body that contacts the cam, a second movable body that contacts the valve stem of the intake valve, and a hydraulic chamber formed between the first movable body and the second movable body. An intake valve drive device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6 , further comprising a reservoir chamber for storing hydraulic oil to be supplied to the hydraulic chamber.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2001245840A JP4570291B2 (en) | 2001-08-14 | 2001-08-14 | Intake valve drive device for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
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